賈凱利， 黃前進， 蔡勇軍

(1. 中廣核核電運營有限公司， 廣東深圳 518124；2. 大亞灣核電運營管理有限責任公司， 廣東深圳 518124)

某核電廠啟機過程中11號軸承振動高，對其進行原因分析時發(fā)現(xiàn)可能是套裝靠背輪松動或靠背輪螺栓緊力不均勻?qū)е抡駝痈?。筆者從理論上按材料彈性變形范圍計算靠背輪端面瓢偏引起大軸彎曲對振動的影響，從單一螺栓失去緊力分析計算靠背輪螺栓緊力不均對振動的影響，以及實施不同位置模擬加重對振動的影響，結(jié)合大修停機檢查數(shù)據(jù)分析，找出引起軸承振動高的根本原因，并依此制定了處理方案。

1 機組概況

該核電廠安裝了2臺英國產(chǎn)沖動式汽輪機機組，額定功率為983 MW[1]，1994年投產(chǎn)。機組由1臺雙流高壓缸、3臺雙流雙排汽低壓缸、1臺發(fā)電機和1臺勵磁機及尾端電動盤車組成，軸系總長約為50.5 m；高壓缸為單層缸，低壓缸為雙層缸結(jié)構(gòu)，發(fā)電機為水氫氫冷卻，勵磁機為空氣冷卻；整個軸系由12個徑向瓦和1個推力瓦組成，1～10號徑向瓦為圓筒瓦，11、12號為可傾瓦。機組振動要求為：1～12號軸承振動報警值為135 μm，建議打閘值為185 μm，絕對打閘值為250 μm。

汽輪發(fā)電機組軸系振動測點布置見圖1。

圖1 汽輪發(fā)電機軸系振動測點布置圖

11號軸承為勵磁機前軸承，勵磁機整體結(jié)構(gòu)從前向后主要由轉(zhuǎn)子大軸、套裝靠背輪、副勵磁機、11號軸承、主勵磁機、旋轉(zhuǎn)整流器、滑環(huán)、12號軸承及盤車短軸組成。勵磁機前靠背輪采用加熱后套裝裝配工藝(簡稱熱套)，結(jié)構(gòu)見圖2，裝配后對靠背輪前后端面車削加工確保與大軸垂直。勵磁機與發(fā)電機靠背輪(簡稱勵發(fā)靠背輪)通過剪切套和螺栓連接。

圖2 勵磁機前靠背輪結(jié)構(gòu)圖

2 存在的問題

2016年5月27日該核電廠2號機組第18次大修后沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min，10號軸承振動、11號軸承振動的振幅及相位與歷史基本一致，振動處于良好水平。機組超速試驗后再次升至3 000 r/min，振幅和相位都有些變化，并網(wǎng)后11號軸承振動快速升至177 μm并居高不下，機組功率達到740 MW時，發(fā)電機轉(zhuǎn)子熱不平衡開始發(fā)揮作用，10號軸承振動、11號軸承振動同時降低，隨后又快速大幅上漲，其間相位也大幅變化。機組功率升至828 MW時，發(fā)電機轉(zhuǎn)子膨脹受阻又逐漸釋放，機組滿功率后，10號軸承振動、11號軸承振動均穩(wěn)定在良好值。振動與功率曲線變化過程見圖3，機組各個功率平臺振動和相位數(shù)據(jù)見表1，振動矢量變化見圖4(□、〇、△分別為10號軸承振動、11號軸承振動、12號軸承振動，振動狀態(tài)選取表1中1、5、7、9 4個工況點用線條連接起來)。

圖3 機組開機過程10號軸承振動、11號軸承振動的振幅隨功率變化情況

表1 各個階段振動數(shù)據(jù)μm∠(°)

工況機組狀態(tài)10號軸承振動11號軸承振動12號軸承振動1汽輪機首次沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min79∠6352∠7427∠3302汽輪機2次超速后再達3 000 r/min86∠7471∠10340∠3383機組并網(wǎng)前刻87∠6589∠10145∠3324機組功率為102 MW85∠61157∠11372∠3285機組功率為669 MW92∠63171∠12086∠3366機組功率為796 MW19∠29289∠4528∠2897機組功率為800 MW84∠259164∠838∠2238機組功率為838 MW67∠259170∠1643∠2329機組功率為986 MW23∠9357∠9135∠338

圖4 升功率期間發(fā)電機、勵磁機振動矢量軌跡圖

由圖3、圖4及表1可得11號軸承振動的特征：(1)機組超速試驗后幅值和相位都有輕微改變；(2)初期隨勵磁電流、并網(wǎng)和功率增加振動迅速增加，有時滯現(xiàn)象；(3)中期發(fā)電機轉(zhuǎn)子熱不平衡影響開始前，11號軸承振動始終維持在高位，隨勵磁電流和功率增加變化不顯著；(4)從頻譜上看，11號軸承振動以1倍頻工頻振動為主，并伴有少量2倍頻和3倍頻分量；(5)11號軸承振動大幅上升過程中，10號軸承振動、12號軸承振動也有一定變化，但不明顯；(6)對11號軸承座和勵磁機臺板振動檢查無異常。

3 原因分析及處理結(jié)果

該機組一直存在發(fā)電機轉(zhuǎn)子熱不平衡問題，近些年每次開機升功率到700 MW以上時10號軸承振動的振幅和相位都會大幅變化，只是此次熱不平衡變量是歷史熱不平衡變量的2倍以上，筆者著重研究機組沖轉(zhuǎn)至升到700 MW功率間勵磁機11號軸承振動高問題。

由圖4可見：機組首次沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min到669 MW，11號軸承振動矢量變化128 μm∠128°，12號軸承振動矢量變化47 μm∠335°，方向幾乎相反，這與勵磁機轉(zhuǎn)子主要為二階振型特征相符，但11號軸承振動變化量為12號軸承振動的2倍以上。此外，11號軸承振動大幅上升時，10號軸承振動也有12 μm∠60°小幅上漲，這個過程與10號軸承振動歷史上熱不平衡變化方向247°相差幾乎180°，是歷次10號軸承振動對11號軸承振動影響的反向過程，但由于勵磁機轉(zhuǎn)子質(zhì)量小，所以勵磁機轉(zhuǎn)子對發(fā)電機的影響遠小于發(fā)電機對勵磁機的影響。上述現(xiàn)象表明問題在勵磁機轉(zhuǎn)子前半段，主要部件包含套裝靠背輪、導(dǎo)電桿、副勵磁機、11號軸瓦、主勵磁機；通過對各部件失效及其振動表現(xiàn)詳細分析，大多數(shù)原因被排除。筆者重點研究靠背輪松動和靠背輪螺栓緊力不均勻，結(jié)合大修中檢查發(fā)現(xiàn)的異常進行深入分析。

3.1 勵發(fā)靠背輪連接狀態(tài)下晃度和同心度測量結(jié)果

大修停機后，測量勵發(fā)靠背輪連接狀態(tài)下晃度，發(fā)電機側(cè)最大晃度為0.118 mm，勵磁機側(cè)最大晃度為0.13 mm，晃度高點在靠背輪12號螺栓前后，通?？勘齿嗊B接狀態(tài)下晃度≤0.05 mm，發(fā)電機、勵磁機軸頸位置晃度均<0.01 mm(標準要求≤0.01 mm)。測量勵發(fā)靠背輪同心度為0.048 mm(標準要求≤0.018 mm)；軸頸同心度為0.006 5 mm(標準要求≤0.01 mm)。連接晃度超標可能與靠背輪瓢偏有關(guān)。對于同心度超標問題，假設(shè)軸頸和靠背輪同心度都產(chǎn)生了0.05 mm偏差，且方向在相同的極端情況下，轉(zhuǎn)子偏心不平衡量和歷史上勵磁機前端加重影響系數(shù)計算結(jié)果，對11號軸承振動影響只有50 μm左右，因此勵發(fā)靠背輪同心度超標不是導(dǎo)致振動高的主要原因。

3.2 解體時螺栓緊固狀態(tài)檢查

解體過程中用力矩扳手測量靠背輪螺栓緊固情況，發(fā)現(xiàn)部分螺栓有不同程度松動(見表2)。

表2 螺栓松動記錄結(jié)果

3.3 靠背輪脫開后發(fā)電機、勵磁機靠背輪晃度與瓢偏測量結(jié)果

通?？勘齿喥捌?、晃度的行業(yè)標準要求≤0.02 mm。勵磁機前靠背輪晃度為0.05 mm，高點在3號螺栓位置，勵磁機前靠背輪端面瓢偏0.045 mm，高點在10～13號螺栓位置，2個高點相差180°，這應(yīng)是同一因素引起的結(jié)果，最有可能是靠背輪發(fā)生了松動。發(fā)電機后靠背輪晃度為0.06 mm，高點在12號螺栓位置，端面瓢偏僅0.015 mm且無明顯高點，懷疑靠背輪外圓可能有局部高點。

3.4 振動分析計算

勵磁機靠背輪端面瓢偏、螺栓松動，以及11號軸承振動并網(wǎng)后振動不平衡位置見圖5。

圖5 勵磁機靠背輪瓢偏、螺栓松動及振動不平衡量位置示意圖

由圖5可以看出：

(1) 勵磁機靠背輪端面瓢偏高點對應(yīng)的10～13號螺栓未發(fā)生松動，此處是兩端面結(jié)合最緊密處，對側(cè)螺栓則發(fā)生了程度不一的松動情況。

(2) 勵磁機11號軸承振動突變量的不平衡量在290°，與松動最大的3號螺栓位置基本相同，通常有瓢偏的靠背輪緊固后，在彎矩作用下會造成大軸一定量的彎曲，從而引起11號軸承振動的劇烈變化。

3.4.1 瓢偏引起振動的計算分析

靠背輪端面的張口夾角θ為：

(1)

式中：θ為靠背輪張口夾角，rad；b為靠背輪張口，mm；d為靠背輪外圓直徑，mm。

由于勵磁機轉(zhuǎn)子剛度遠小于發(fā)電機轉(zhuǎn)子，緊固螺栓后，偏轉(zhuǎn)變形大多發(fā)生勵磁機一側(cè)，因此勵磁機靠背輪端面?zhèn)鹊霓D(zhuǎn)角γ取夾角θ的2/3，即

(2)

已知勵磁機轉(zhuǎn)子兩軸承間中心距L=5 295 mm，對輪端面至軸承B的跨外段長度l=1 870 mm，d=620 mm，b=0.045 mm，由式(1)、式(2)計算得出θ=7.26×10-5rad，γ=4.84×10-5rad，進一步可計算由此引起的轉(zhuǎn)子彎曲，見圖6。

A、B、C、D—2根轉(zhuǎn)子各軸承所在位置，是轉(zhuǎn)子支撐點；θA—轉(zhuǎn)子在軸承A處的轉(zhuǎn)角；θB—轉(zhuǎn)子在軸承B處的轉(zhuǎn)角；δmax—轉(zhuǎn)子的最大撓度。

圖6 靠背輪端面瓢偏及引起大軸彎曲示意圖

由圖6(a)可以看出：θB=γ，因勵磁機轉(zhuǎn)子彎曲自靠背輪開始，考慮到發(fā)電機轉(zhuǎn)子質(zhì)量遠大于勵磁機，故取發(fā)電機靠背輪作為約束點，而軸承B內(nèi)徑與大軸間隙約為0.60 mm，不作為約束點。彎曲應(yīng)力作用在轉(zhuǎn)子上的跨距為軸承A至靠背輪端面，則δmax[2]為：

(3)

根據(jù)經(jīng)驗公式，偏心值e[2]為：

(4)

由于勵磁機轉(zhuǎn)子在長度方向上結(jié)構(gòu)和質(zhì)量分部并不均勻，中部剛度大、質(zhì)量集中，前端為細長軸剛度小、質(zhì)量小，因此彎曲變形主要發(fā)生在前段。在計算質(zhì)量偏心矩時，取勵磁機轉(zhuǎn)子總質(zhì)量的1/2，計算出勵磁機前風扇位置不平衡量為：

(5)

式中：Me為勵磁機轉(zhuǎn)子質(zhì)量，kg；m為勵磁機風扇加重位置的平衡質(zhì)量，kg；Rf為勵磁機風扇加重半徑，mm。

由δmax=0.066 4 mm、e=0.022 1 mm、Me=14 400 kg、Rf=393.9 mm計算可得m=0.404 kg，即轉(zhuǎn)子彎曲的影響相當于在前風扇處加重0.404 kg的影響，根據(jù)歷史經(jīng)驗，工作轉(zhuǎn)速下1 kg加重對11號軸承振動影響大約為400 μm，因此0.404 kg不平衡量將引起162 μm左右的振動，與實際振動變化量相差不大。

3.4.2 靠背輪連接螺栓差別緊力引起振動的計算分析

圖7 不對稱剪力示意圖

勵發(fā)靠背輪傳遞功率以勵磁機輸出功率近似替代，已知勵磁電壓為541 V，并網(wǎng)時電流為1 913 A，則軸功率為1 035 kW；轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，靠背輪有14根連接螺栓，節(jié)圓半徑為280 mm，據(jù)此計算出靠背輪傳遞扭矩為3.295 kN·m，單根螺栓受剪切力為0.84 kN。

根據(jù)發(fā)電機后端靠近勵發(fā)靠背輪處加重的影響，工作轉(zhuǎn)速下1 kg加重對11號軸承振動的影響大約為60 μm，等效離心力為31.5 kN；此處假定1根螺栓不傳遞扭矩，對稱方向會多承受約0.84 kN的力，則產(chǎn)生1.6 μm軸振，由此可以看出幾乎沒有影響，因此基本可排除該因素。

3.4.3 振動對比分析

除了上述故障機理分析和理論計算之外，筆者從并網(wǎng)前后11號軸承振動發(fā)生大幅變化，以及10號軸承振動、12號軸承振動變化的對應(yīng)關(guān)系出發(fā)嘗試尋找故障可能發(fā)生的部位。表3為在3個加重位置模擬加重使11號軸承振動達到相同變化量時，觀察10號軸承振動和12號軸承振動對應(yīng)變化量，以期找到最接近真實振動效果的影響位置。

表3 并網(wǎng)后勵磁機和發(fā)電機振動變化量及模擬加重效果對比μm∠(°)

項目10號軸承振動11號軸承振動12號軸承振動并網(wǎng)前87∠6589∠10145∠332并網(wǎng)后85∠61157∠11372∠328汽輪機與發(fā)電機靠背輪處模擬加重時47∠6272∠12825∠321勵發(fā)靠背輪處模擬加重時84∠9472∠12817∠330勵磁機風扇處模擬加重時16∠16672∠12831∠305

由表3分析可知：

(1) 并網(wǎng)前后11號軸承振動矢量變化量最大，是12號軸承振動的2倍以上，而10號軸承振動矢量變化量非常小，尚不足11號軸承振動的1/10；相位方面，11號軸承振動與12號軸承振動相差約200°，接近反相，符合勵磁機二階振動的特點。

(2) 3組模擬加重數(shù)據(jù)中，12號軸承振動變化幅值較小，10號軸承振動變化幅值較大。振幅方面，汽輪機與發(fā)電機靠背輪模擬加重時，10號軸承振動幅值接近11號軸承振動幅值的一半；勵發(fā)背靠輪模擬加重時，10號軸承振動幅值與11號軸承振動幅值接近；勵磁機風扇模擬加重時，10號軸承振動幅值最小，約為11號軸承振動幅值的1/4。相位方面，因10號軸承振動實際變化量為6 μm∠315°，幅值較小相位可忽略。綜合而言從變化量上看，勵磁機風扇模擬加重數(shù)據(jù)與實際值最接近。

綜上比對分析可看出：并網(wǎng)前后11號軸承振動變化量與勵磁機前側(cè)風扇加重效果最為接近，應(yīng)是軸產(chǎn)生了輕微彎曲造成質(zhì)量不平衡。

3.5 處理措施與結(jié)果

由于發(fā)電機轉(zhuǎn)子熱不平衡產(chǎn)生的軸承振動矢量變化量已超過了170 μm無法通過臨時措施解決，所以在第19次大修中更換了發(fā)電機轉(zhuǎn)子，同時由于工期限制勵磁機套裝靠背輪松動問題無法短時間內(nèi)處理好，勵磁機轉(zhuǎn)子也一同更換。新勵磁機轉(zhuǎn)子靠背輪晃度為0.04 mm，瓢偏為0.02 mm，雖然晃度偏大，但是晃度與瓢偏高點沒有對應(yīng)關(guān)系，可能是靠背輪圓周面有些小缺陷。發(fā)電機后靠背輪晃度為0.025 mm，瓢偏為0.01 mm，都在良好水平。勵發(fā)靠背輪連接后同心度測量結(jié)果為：靠背輪為0.008mm，軸頸為0.006 5 mm?？勘齿嗊B接后晃度測量結(jié)果為：發(fā)電機側(cè)為0.045 mm，勵磁機側(cè)為0.048 mm。

第19次大修后，汽輪機首次沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min，10號軸承振動幅值達60 μm，11號軸承振動幅值達36 μm，電氣試驗期間加勵磁電流后發(fā)電機新轉(zhuǎn)子顯示出一定的熱不平衡，振幅最高升至91 μm，在發(fā)電機后靠背輪位置加重1 024 g，重新定速后10號軸承振動幅值為18 μm，達到滿功率后10號軸承振動幅值為9 μm，11號軸承振動幅值為33 μm，振動高問題得到解決。

4 結(jié)語

筆者通過對勵磁機振動進行詳細分析，認為機組開機過程中勵磁機前端套裝靠背輪與大軸在超速試驗時出現(xiàn)了相對位移，這種有限松動引起靠背輪端面瓢偏，在靠背輪螺栓緊固應(yīng)力作用下勵磁機大軸產(chǎn)生了輕微彎曲，導(dǎo)致質(zhì)量不平衡振動。引起靠背輪松動最有可能的原因是初始熱套安裝時有偏差，殘余應(yīng)力在機組投運多年后特別超速試驗過程中由于緊力下降應(yīng)力局部釋放造成，這與大修中檢查發(fā)現(xiàn)勵磁機靠背輪晃度和端面超標結(jié)果是一致的。筆者同時運用不同分析計算方法，明確靠背輪松動是導(dǎo)致振動的主要原因，而部分靠背輪螺栓應(yīng)力松弛是靠背輪瓢偏引起額外交變應(yīng)力長期作用下的結(jié)果。